机械设计课程说明书

仲恺农业技术学院机电工程学院仲恺农业技术学院机电工程学院 机械设计机械设计课程设计课程设计 说明书说明书 班级班级: :机械机械 081081 班班 学号学号: :4 4 姓名姓名: :黄运才黄运才 指导老师指导老师: :王旭东王旭东 目录目录 机械设计机械设计课程设计课程设计 .1 说明书说明书 .1 设计任务书设计任务书 .2 设计步骤设计步骤 .3 电动机的选择电动机的选择 .5 传动件的设计计算传动件的设计计算 .7 圆锥直齿轮设计圆锥直齿轮设计.7 圆锥直齿轮计算圆锥直齿轮计算.8 按齿根弯曲强度设计按齿根弯曲强度设计.9 圆柱斜齿轮设计圆柱斜齿轮设计 .11 轴的设计轴的设计 .15 轴的材料选择和最小直径的估算轴的材料选择和最小直径的估算.15 轴的结构设计轴的结构设计.16 轴的校核轴的校核.19 求轴上的载荷求轴上的载荷.20 按弯扭合成应力校核轴的强度按弯扭合成应力校核轴的强度.22 滚动轴承的选择和验算滚动轴承的选择和验算 .25 键的强度校核键的强度校核 .26 链传动的设计链传动的设计 .26 联轴器的选择和验算联轴器的选择和验算 .27 减速器的润滑减速器的润滑 .28 箱体结构的设计箱体结构的设计 .28 设计小结设计小结 .31 参考文献参考文献 .32 学号学号T（Nm）V(m/s)D(mm) 149000.70300 二. 设计要求 1.减速器装配图一张； 2.零件工作图若干张（传动零件、轴和箱体等，具体由教师指定）； 3.设计计算说明书一份 4. 机械设计课程设计结束时进行课程设计总结和答辩。 设计步骤设计步骤 1. 传动装置总体设计方案 2. 电动机的选择 3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比 4. 计算传动装置的运动和动力参数 5. 齿轮的设计 6. 滚动轴承和传动轴的设计 7. 键联接设计 8. 箱体结构设计 9. 润滑密封设计 10. 联轴器设计 传动装置总体设计方案传动装置总体设计方案: : 1. 组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。 2. 特点：齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均匀， 要求轴有较大的刚度。 3. 确定传动方案：考虑到电机转速高，传动功率大，将 V 带设置在高速级。 其传动方案如下： 原始数据：原始数据：输送带的扭矩 T=900Nm；输送带的线速度V=0.70m/s；驱 动滚筒直径 D=300mm；工作机传动效率取为 0.96。 工作条件：工作条件：运输带速度允差 5，运输机效率=0.96；工作情况：两班制，连 w 续单向运转，轻微冲击；工作年限：8 年；工作环境：室内，灰尘较多；动力来源：电 力，三相交流，电压 380V，检修间隔期：三年一次大圩，两年一次中修，半年一次小 修；制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产。 传动方案：传动方案：如图 a-1 所示。 初步确定传动系统总体方案如:传动装置总体设计图所示。 选择二级圆锥圆柱齿轮减速器和链轮传动。 传动装置的总效率 a =0.99*0.96=0. 654 33 2 2 2 21 a 2 98 . 0 96 . 0 *96 . 0 *98 . 0 *97 . 0 *99 . 0 2 7837 根据机械设计手册可查得各部件的效率如下： 为联轴器效率，取 0.99；为滚子轴承效率，取 0.98； 1 2 为球轴承效率，取 0.99；为圆锥齿轮效率，取 0.97； 2 3 为圆柱齿轮效率，取 0.98；为链传动效率，取 0.96； 3 4 为滚筒效率，取 0.96；为运输机效率，取 0.96。（齿轮为 7 级精度，油脂润 5 6 滑。滚珠链传动为闭式传动） 电动机的选择电动机的选择 电动机所需工作功率为： P P / 5.36kW, 执行机 7837 . 0 9550 79 . 4 4009 构的曲柄转速为 n=44.59r/min， D 60v1000 经查表按推荐的传动比合理范围，链传动的传动比 i 23.5，二级圆柱斜齿 轮减速器传动比 i 615， 则总传动比合理范围为 i 1252.5，电动机转速的可选范围为 n i n（1252.5 ）63.69764.283343.73r/min。 方案电动机型 号 额定功率 /KW 同步转速 /（r*min 1 ） 满载转速 /（r*min 1 ） 总转动比 i 1Y132M2-65.5100096039.663 2Y132S-45.51500144059.494 3Y112M-44.01500144047.11 综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比， 选定型号为 Y132M2-6 的三相异步电动机，额定功率为 5.5KW 额定电流 12A，满载转速960r/min，同步转速 1000r/min。实际传动比为 m n i=960/63.69=15 分配传动比分配传动比 根据传动比分配原则： 圆锥-圆柱齿轮减速器，为了便于大齿轮加工，高速级锥齿轮传动比 =0.25 1 i ，且使。i 1 i 根据课程设计指导书 P17 图 12 可查得齿轮传动中，高速级传动比为 3, 1 i 低速级为5，链传动推荐为 24，取=4 2 i 3 i 3 i 传动装置的运动和动力参数计算传动装置的运动和动力参数计算 各轴转速的计算 =n=960r/min n m =n=960r/min n n m =960/3r/min320r/min n 1 /inm 320/5r/min64r/min n 2III / in =64/4r/min=24 r/min v n 3 VI/ in （2） 各轴输入功率 0 P =5.36kW d =5.36kW P d p =25.360.990.98KW5.20kW P P 1 5.200.975.04kW P P 3 25.040.980.984.84kW P P 3 P 2=4.840.980.964.55kW V P 4 （3）各轴输入转矩 = Nm 1 T d T 0 i 1 电动机轴的输出转矩=9550 =95505.36/960 Nm=53.32Nm d T m d n P 所以: =53.32Nm T d T =53.320.980.99=51.73Nm T T 1 2 =51.7330.98=152.09Nm T T 1 i 3 =152.090.980.975=722.88 Nm T T 2 i 3 2 T =2=722.8840.980.96=2720.34 Nm V T 3 i 4 项目轴 1轴 2轴 3轴 4轴 5 转速 (r/min)9609603206424 功率 (kw)5.365.205.044.844.55 转矩 (N*m)53.3251.73152.09722.882720.34 传动比 113.05.04 效率 10.9760.970.9580.950 传动件的设计计算传动件的设计计算 圆锥直齿轮设计圆锥直齿轮设计 已知输入功率 P =5.36KW，小齿轮转速 960r/min，齿数比 u=3.，由电动机驱动，工作寿 2 命 8 年（设每年工作 300 天） ，二班制，单向运转，载荷平稳，室内工作，有粉尘。减速 器小批量生产。选定齿轮精度等级、材料及齿数 1） 圆锥圆柱齿轮减速器为通用减速器，速度不高，故选用 7 级精度(GB10095-88) 2） 材料选择 由机械设计（第八版） 表 10-1 选择小齿轮材料为(调质)，硬度为 40rC 280HBS，大齿轮材料为 45 钢（调质） ，硬度为 250HBS。 3） 选小齿轮齿数，大齿轮齿数 z =3*25=75 125z 2 1、 按齿面接触强度设计 由设计计算公式进行试算，即 1 132.92 ()2 (1 0.5)2 E t RRH ZKT d u （1）确定公式内的各计算数值 1） 试选载荷系数3 . 1Kt 2） 计算小齿轮的转矩 =95.510 =95.510 5.25/960 1 T 5 12/n P 5 =5.2210 N.m 4 选齿宽系数 0.33R 4）由机械设计（第八版） 图 10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 ，大齿轮的接触疲劳强度极限MPa620 1limH MPa580 2limH 5）由机械设计（第八版） 表 10-6 查得材料的弹性影响系数 2 1 E 189.8MPaZ 6） 计算应力循环次数 由计算应力值环数 N =60n j =609601（283008） 12h L =2.2110 h 9 N = =2.2110 /3=0.7410 h #(3 为齿数比,即 3=) 2 99 1 2 Z Z 7) 由机械设计（第八版） 图 10-19 取接触疲劳寿命系数K=0.92 K=0.96 12 8) 计算接触疲劳许用应力 取失效概率为 1%,安全系数 S=1,应用公式 10-12 得: 202 P =0.92620=570.4 H 1 S K HHN1lim1 MPa =0.96580=556.8 H 2 S K HHN2lim2 MPa 圆锥直齿轮计算圆锥直齿轮计算 1） 试算小齿轮分度圆直径，代入中较小的值 1td H 1 132.92 ()2 (1 0.5)2 E t RRH ZKT d u =2.92=64.71mm 3 2 2 333 . 0 5 . 0133 . 0 522003 . 1 4 . 570 8 . 189 ）（ ）（ 2） 计算圆周速度 v sm sm nd t /25 . 3 / 100060 96064.71 100060 11 3） 计算载荷系数 根据 v=3.25m/s，7 级精度，由机械设计（第八版） 图 10-8 查得动载系数13 . 1 v K 直齿轮由3表 10-3 查得锥齿轮齿间载荷分配系数，2 . 1 FH KK 由机械设计（第八版） 表 10-2 查得使用系数 1.25AK 根据大齿轮两端支撑，小齿轮作悬臂布置，查机械设计（第八版） 表得轴承系数 ，则接触强度载荷系数 1.25HbeK1.51.5 1.251.875HFHbeKKK 178 . 3 875 . 1 2 . 113 . 1 25 . 1 HHVA KKKKK 4） 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，得 mmmm K K dd t t 93.90 3 . 1 3.15 67.733 11 5） 计算模数 m mmmm z d m3.64 52 90.93 1 1 取标准值 m=4mm 按齿根弯曲强度设计按齿根弯曲强度设计 1.按齿根弯曲强度设计按齿根弯曲强度设计 由3式（10-24）得弯曲强度的设计公式为 3 2 1 1 ) ( 1221 4 F SF RR YY uz KT m ）（ 1.确定齿轮 弯曲疲劳强 度 由3图 10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 ；大齿轮的弯曲强度极限MPa FE 500 1 ；MPa FE 450 2 MPa FE 500 1 MPa FE 450 2 2.弯曲疲劳 寿命系数 由3图 10-18 取弯曲疲劳寿命系数 88 . 0 ,82 . 0 21 FNFN KK 82. 0 1 FN K 88. 0 2 FN K 3.计算弯曲 疲劳许用应 力 取弯曲疲劳安全系数 S=1.3,由3式（10-12）得 MPa MPa S K FEFN F 385.315 3 . 1 50082 . 0 11 1 MPa MPa S K FEFN F 615.304 3 . 1 45088 . 0 22 2 MPa F 385.315 1 MPa F 615.304 2 4.计算载荷 系数 K 178 . 3 875. 12 . 113. 125 . 1 HHVA KKKKK 178 . 3 K 5.查取齿形 系数 由3表 10-5 查得；62 . 2 1 F Y222 2 F Y62 . 2 1 F Y 19 . 2 2 F Y 6.查取应力 校正系数 由3表 10-5 查得；59 . 1 1 S Y77 . 1 2 S Y59 . 1 1 S Y 785 . 1 2 S Y 7.计算大小 齿轮的 并加 F SF YY 以比较 0132 . 0 385.315 59 . 1 62. 2 1 11 F SF YY 0129 . 0 615.304 77 . 1 22. 2 2 22 F SF YY 大齿轮的数值大 0132. 0 1 11 F SF YY 大0129 . 0 2 22 F SF YY 齿轮的数值大 8.设计计算 1）.确定模 数 2）.计算齿 数 1）. mm mmm 105 . 3 0132 . 0 132533 . 0 133. 0 1022 . 5 78 . 3 4 3 222 4 ）（ 对比计算结果，由齿面接触强度计算的模数 m 大于由 齿根弯曲疲劳强度计算的模数，按 m=3.105 接近标准 模数 m=3,故取模数为 m=4,按接触强度算得的分度圆直 径mmd93 . 0 9 1 2），取73.22 4 93.90 1 1 m d z23 1 z 大齿轮齿数，69233 2 z 1）4m 2）23 1 z 69 2 z 9.几何尺寸 计算 1）.计算分 度圆直径 2）平均分 度圆直径 3）计算齿 轮宽度 4）计算分 锥角 5）计算当 量齿数 1）. mmmzd92423 11 mmmzd276469 22 mmdd Rm 82.76)33 . 0 5 . 01 (92)5 . 01 ( 11 mm dd Rm 46.230)33 . 0 5 . 01 (276)5 . 01 ( 22 2）mmmmb4813/22933 . 0 R 2 R 取mmBmmB55,05 12 56.71)tan(a 2 urc 44.1890 21 25.24 44.18cos 23 cos Z Z 1 1 1 86.276 07.75cos 69 cos Z Z 2 2 2 齿轮传动的设计计算齿轮传动的设计计算 材料：低速级小齿轮选用钢，齿面硬度为小齿轮 250HBS 取小齿45 齿数=20 1 Z 速级大齿轮选用钢，齿面硬度为大齿轮 220HBS z =520=100 圆整45 2 取 z =100 2 齿轮精度 按 GB/T100951998，选择 7 级，齿根喷丸强化。 按齿面接触强度设计 1. 确定公式内的各计算数值 试选 K =1.6 t 查课本由图 10-30 选取区域系数 Z=2.45 215 P H 试选,查课本由图 10-26 查得 o 12 214 P =0.76 =0.92 =0.76+0.92=1.68 1 2 应力循环次数 N =60n jL =603201(283008) 12n =7.3710 8 N =1.4710 2 5 1037 . 7 8 1 i N 8 由课本图 10-19 查得接触疲劳寿命系数 K=0.94 K= 0.97 1HN2HN 查课本由图 10-21d 209 P 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限,MPa H 590 1lim 大齿轮的接触疲劳强度极限MPa H 560 2lim 取失效概率为 1%,安全系数 S=1,则接触疲劳许用应力 MPa S K H MPa S K H HHN HHN 2 . 54356097 . 0 6 . 55459094 . 0 2lim2 2 1lim1 1 MPa HH H 9 . 548 2 21 查课本由表 10-6 查材料的弹性影响系数 Z =189.8MPa 选取齿宽系数 198 P E 2 1 1 d T=95.510 =95.510 5.04/320 5 22/n P 5 =1.510 N.m 5 3 2 5 21 3 1 ) 9 . 548 8 . 18945 . 2 ( 5 6 68 . 1 1 105 . 16 . 12 ) ( 12 H EH d t t ZZ u uTK d =62.67mm 2. 计算圆周速度 1.05 100060 32067.62 100060 21 nd t sm/ 3. 计算齿宽 b=d =162.67=62.67 d t 1 mm 4. 计算齿宽与齿高之比 h b 模数 m= nt mm Z d t 065 . 3 20 12cos67.62cos 1 1 齿高 h=2.25m=2.253.065=6.896 nt mm =9.088 h b 896 . 6 67.62 5. 计算纵向重合度 351 . 1 12tan20318 . 0 tan318 . 0 1 z d 6 计算载荷系数 K 根据 v=1.05m/s，七级精度，由图 10-8 可得动载荷系数为 k =1.06 v 由机械设计（第八版） 表 10-3 查得K=K=1.2 HF 由机械设计（第八版） 表 10-2 查得使用系数K =1 A 由机械设计（第八版） 表 10-3 查得 38 . 1 F K 由机械设计（第八版） 表 10-4 查得 1.42HK K=11.061.21.42=1.806 HHvA KKKK 7. 按实际载荷系数校正所算的分度圆直径 d =d=62.67 1t 1 t KK 3 mm252.65 6 . 1 806 . 1 3 计算模数mm z d mn191 . 3 20 12cos252.65cos 1 1 8. 按齿根弯曲强度设计 m cos2 1 2 2 1 3 F SF d YY Z YKT 确定公式内各计算数值 （1） 计算小齿轮传递的转矩152.09kNm （2） 确定齿数 z 因为是硬齿面，故取 z 20，z i z 520100 传动比误差 iuz / z 5 i0.055，允许 （3） 初选齿宽系数 按对称布置，由表查得1 （4） 初选螺旋角 初定螺旋角12 （5） 载荷系数 K KK K K K=11.061.21.381.76 （6） 当量齿数 zz /cos20/ cos 12 21.37 3 zz /cos100/ cos 12 106.86 3 由课本表 10-5 查得齿形系数 Y和应力修正系数 Y 197 P 14 . 2 ,72 . 2 21 FF YY83 . 1 ,56 . 1 21 SS YY （7） 螺旋角系数 Y 轴向重合度 1.35 Y 10.865 （8） 计算大小齿轮的 F SF FY 由机械设计（第八版） 图 20-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限，大 1440FEMPa 齿轮的弯曲疲劳强度极限 2425FEMPa 查课本由图 10-18 得弯曲疲劳寿命系数 202 P K=0.88 K=0.92 S=1.4 1FN2FN 11 1 22 2 0.88 440 276.57 1.4 0.92 425 279.29 1.4 FNFE F FNFE F K MPa S K MPa S 计算大小齿轮的,并加以比较 F SaFaF Y 0153 . 0 57.276 56 . 1 72 . 2 1 11 F SaFa FY 0140 . 0 29.279 83 . 1 14 . 2 2 22 F SaFa FY 小齿轮的数值大,选用小齿轮的尺寸设计计算.10.54342 计算模数 mmmmmn19 . 2 68 . 1 201 0153 . 0 12cos865 . 0 105209 . 1 76 . 1 2 2 25 3 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数 m 大于由齿根弯曲 n 疲劳强度计算的法面模数，按 GB/T1357-1987 圆整为标准模数,取 m =3mm n 但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径 d =65.252来计算应有的齿数. 1 mm z =21.27 取 z =20 1 n m 12cos252.65 1 z =520=100 取 z =100 22 初算主要尺寸 计算中心距 a=184.02 cos2 )( 21n mzz 12cos2 3)10020( mm 将中心距圆整为 185 mm 修正螺旋角 =arccos13.37 1852 3)10020( arccos 2 )( 21 n m 因值改变不多,故参数,等不必修正 k h Z 分度圆直径 d =58.12 1 4 . 13cos 320 cos 1 n mz mm d =290.6 2 4 . 13cos 3100 cos 2 n mz mm 计算齿轮宽度 mmdb d 252.65252.651 1 圆整后取 mmB65 1 mmB70 2 轴的设计轴的设计 1、轴的材料选择和最小直径的估算、轴的材料选择和最小直径的估算 根据工作条件，初选轴的材料为40Cr钢，调质处理。按扭转强度进行 最小直径估算，即：dminA0。初算轴径时，若最小直径轴段开有键槽，还 1 3 1 P n 要考虑键槽对轴强度的影响。当该轴段截面上有一个键槽时，d 增大 57，两个键槽时，d 增大 1015。A0值由教材表 15-3 确定。高速轴 A01125，中间轴 A02115，低速轴 A03=110。 高速轴：,因为高速轴最小直径mmmm n P Ad32.19 960 20 . 5 110 3 3 1 1 01 min1 出安装联轴器，查机械设计手册 2.0 的联轴器标准件，取联轴器的孔径，所以 。mmd20 min1 中间轴：,因中间轴最小直径处mmmm n P Ad57.27 320 04 . 5 110 3 3 2 2 02 min2 安装滚动轴承，取标准值。mmd30 min2 低速轴：，因输出轴最小直径mmmm n P Ad52.46 64 84 . 4 110 3 3 3 3 03 min3 处安装滚动轴承，取标准值=46。 min3 d 轴的结构设计轴的结构设计 高速轴的结构设计高速轴的结构设计 1）各轴段直径的确定 d11：最小直径，安装在联轴器上，d11=d1min=20mm； d12：密封处轴段，以及密封圈的标准（拟采用毡圈密封） ，d12=30mm d13：滚动轴承处轴段，d13=35mm，由于该轴同时受到径向力和轴向力的作 用，故选单列圆锥滚子轴承，轴承代号为 30207，其尺寸为： dDB=30mm72mm17mm。 ：过渡轴段，由于这段轴在两个轴承的中间，可以选取=40mm 14 d 14 d : 滚动轴承处轴段， =35mm。 15 d 1315 dd : 安装齿轮处轴段的直径=30mm；齿轮的左端与左轴承之间采用套 16 d 16 d 筒定位。 2）各轴段长度的确定 ：为了满足联轴器的轴向定位要求，轴的最小直径为安装联轴器的直径，为了使 11 l 12d 所选的轴直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。 12d 联轴器的计算转矩，查3表 14-1，由于转矩变化很小，故取，则 1Aca KT 1.3AK mN25.6773 . 1 51.3KT 1Aca 查1表 8-5，选 TL4 弹性套销联轴器，其公称转矩为 63，半联轴器的孔径 d1=20mm，故 取=20mm， d 联轴器与轴配合的毂孔长度 52 1 L mm，为了保证轴端挡圈只压在联轴器上而 不压在轴的端面上，故 11 l 的长度应比 1 L 略短一些，现取 11 l =50mm ：由箱体结构、轴承端盖、装配关系等确定，=50mm； 12 l 12 l ：由滚动轴承，挡油盘及装配关系确定=20mm 13 l 13 l ：由装配关系、箱体结构等确定， =60mm； 14 l 14 l ：由滚动轴承装配关系确定=18mm； 15 l 15 l ：由小锥齿轮的结构和装配关系等确定，=40mm。 16 l 16 l 3）细部结构设计略，参见中间轴 中间轴的结构设计中间轴的结构设计 1）各轴段直径的确定 ：最小直径，滚动轴承处轴段，=30mm，滚动轴承选取 21 d min221 dd 30206，其尺寸 dDB=30mm62mm16mm； ：低速级小齿轮轴段=40mm； 22 d 22 d ：轴环，根据齿轮的轴向定位要求，=45mm； 23 d 23 d ：高速级大齿轮轴段，=40mm； 24 d 24 d ：滚动轴承处轴段，=30mm。 25 d 2125 dd 2）各轴段长度的确定 ：由滚动轴承、挡油圈及装配关系等确定， =38mm； 21 l 21 l ：由低速级小齿轮的毂孔宽度 B60mm 确定=63mm； 22 l 22 l ：轴环宽度， =20mm； 23 l 23 l ：由高速级大齿轮的毂孔宽度 B45mm 确定=48mm； 24 l 24 l ：由滚动轴承、挡油圈及装配关系等确定=38mm。 25 l 25 l 低速轴的结构设计低速轴的结构设计 1）各轴段直径的确定 ：最小直径，滚动轴承处轴段，=46mm，滚动轴承选取 31 d min331 dd 6208，其尺寸 dDB=46mm80mm18mm； ：低速级大齿轮轴段=47mm; 32 d 32 d ：轴环，根据齿轮的轴向定位要求，=50mm； 33 d 43 d ：过渡轴段，=46mm； 34 d 34 d ：滚动轴承处轴段，=46mm； 35 d 3135 dd ：接外部轴段，根据轴唇形密封圈标准，； 36 dmmd42 36 : 接链轮处轴段，根据链轮大小，=35mm。 37 d 37 d 2）各轴段长度的确定 ：由滚动轴承、挡油圈及装配关系等确定， =37mm； 31 l 31 l ：由低速级大齿轮的毂孔宽度 B70mm 确定=67mm； 32 l 32 l ：轴环宽度， =12mm； 33 l 33 l ：由装配关系确定过渡轴段，=66mm； 34 l 34 l ：由滚动轴承、挡油圈及装配关系等确定=30mm； 35 l 35 l ：接外部轴段，根据装配关系确定=45mm； 36 l 36 l ：接传动带轮轴段，根据装配关系确定=50mm。 37 l 37 l 轴的校核轴的校核(这里以中间轴为例这里以中间轴为例) 计算轴上的作用力计算轴上的作用力 锥齿轮上：N d T FF m tt 78.1346 82.76 1073.5122 3 1 1 12 122 sintan tr FF N15544.18sin20tan78.1346 00 122 costan ta FF N46544.18cos20tan78.1346 00 斜齿轮上：，N d T Ft 7 . 4679 65 1009.15222 3 3 2 3 NFF tr 1 . 34512sin20tan4679sinbtan 00 33 NososbFF aa 166612c20tan7 .4679ctan 00 33 求轴上的载荷求轴上的载荷 首先根据轴的结构图作出轴的计算简图如下在确定轴承的支点位置时，应从手册 中查得 a 值，对于 30206 型的圆锥滚子轴承，由手册中查得 a=13.8。因此作为 简支梁的轴 的支承跨距 L1+L2=108+36mm， 由计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图，如上图所示。从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以 看出截面 B 是轴的危险截面。现将计算出的截面 B 出的、及 M 的值列于下表 H M V M 载荷水平面 H垂直面 V 支反力 F 880NF 1093.3NF NH2 NH1 234NF N251F NV2 NV1 弯矩 M mm 54665NMHmm12550NMV 左 mm9594NMV 右 总弯矩 mmNMMM mmNMMM VH VH 11.55500 18.56087 2 2 2 2 右 左 扭矩 TmNT09.152 按弯扭合成应力校核轴的强度按弯扭合成应力校核轴的强度 进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度。根据3式 15-5 及上表中 的数据及轴的单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力 0.6 MPaMPa W TM MPaMPa W TM ca ca 62.16 401 . 0 )1520906 . 0(54665 )( 62.16 401 . 0 )1520906 . 0(54665 )( 3 22 22 3 22 22 右 左 前已选定轴的材料为 40Cr（调质） ，由3表 15-1 查得，所以MPa70 1 故安全。轴上的受力分析图，可以知道截面处受载荷和弯矩最大，故需要校 1 ca 核截面 M 左右两侧即可。 7、精确校核轴的疲劳强度 （1）判断危险截面 根据轴上的受力分析图，可以知道截面 M 处受载荷和弯矩最大，故需要校核截面 M 左右 两侧即可。 （1）截面 M 右侧 抗弯截面系数 3 2 3 23 21641 63*2 7637*18 63*0.1 d2 t-dbt 32 d14 . 3 mmW ）（）（ 抗扭截面系数 3 2 3 23 46646 63*2 7637*18 63*0.2 d2 t-dbt 32 d14 . 3 mmWT ）（）（ 截面 5 右侧弯矩 M 为 mmNMMM VH 56087 2 2 右 截面 5 上的扭矩为 2 TmNT09.152 截面上的弯曲应力 MPa W M b 2.591 21641 56087 截面上的扭转切应力 MPa W 261 . 3 46646 152090 2 轴的材料为 40Cr，调质处理。由3表 15-1 查的 MPa735 B MPa355 1 。截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按3表 3-2 查取200MPa 1 - 。因 可查的=1.6 又图 3-1 可得轴的敏性系33 . 1 30 40 ,330 . 0 30 1 d D d r 2 . 2 数为 82 . 0 q85 . 0 q 故有效应力集中系数为 89 . 1) 12 . 2(82 . 0 1) 1(1 qk 51 . 1 16 . 185 . 0 1) 1(1）（ qk 由3附图 3-2 的尺寸系数，扭转尺寸系数。，75 . 0 87 . 0 轴按磨削加工，由3附图 3-4 得表面质量系数为 0.92 轴未经表面强化处理，即，则综合系数为1 q 73 . 2 192 . 0 /175 . 0 /89 . 11 1 k k 82 . 1 192 . 0 /187 . 0 /51 . 1 1 1 k k 又由 3-1 及 3-2 取碳钢的特性系数 0.1,0.05 于是计算安全系数值，按3式 15-615-8 caS 5 . 135 . 9 15.12 261.1705 . 0 261.1782 . 1 200 66.14 01 . 087 . 8 73 . 2 355 22 1 1 S SS SS S K S K S ca ma ma 故可知其安全。 （2）截面 M 左侧 抗弯截面系数 3 2 3 23 21641 63*2 7637*18 63*0.1 d2 t-dbt 32 d14 . 3 mmW ）（）（ 抗扭截面系数 3 2 3 23 46646 63*2 7637*18 63*0.2 d2 t-dbt 32 d14 . 3 mmWT ）（）（ 截面 5 左侧弯矩 M 为 mmNMMM VH 56087 2 2 右 截面 5 上的扭矩为 2 TmNT09.152 截面上的弯曲应力 MPa W M b 2.591 21641 56087 截面上的扭转切应力 MPa W 612 . 3 46646 152090 2 过盈配合处的，由附表3表 3-8 用插值法求出，并取=0.8，于是 k k k =2.52，=0.8*2.52=2.016 k k 轴按磨削加工，由3附图 3-4 得表面质量系数为 0.92 故综合系数为： 61 . 2 192 . 0 /152 . 2 1 1 k k 087 . 2 192 . 0 /1016 . 2 1 1 k k 于是计算安全系数值，按3式 15-615-8 caS 5 . 108.14 2 . 17 2 1 . 1105 . 0 2 1 . 11087 . 2 200 5 . 24 01 . 056 . 5 61 . 2 355 22 1 1 S SS SS S K S K S ca ma ma 故可知其安全。综上，该轴满足要求。 滚动轴承的选择和验算滚动轴承的选择和验算 轴上滚动轴承的选择轴上滚动轴承的选择 1、按承载较大的滚动轴承选择其型号，因支承跨距不大，故采用两端固定式轴承组合方式。 轴承类型选为圆锥滚子轴承，轴承的预期寿命取为,由前hLh480001030028 计算结果知：轴承所受的径向力，轴向力。NFr67.536NFa 9 . 179 2、初选滚动轴承 30205（GB/297-1994） ，基本额定动载荷， 基本额定静载KNCr2 .32 荷KNCor37 3、径向当量动载荷.，查1表 6-7GB/297-1994，得 。33 . 0 67.536 9 . 179 r a F F 37. 0e 即。所以动载荷， 根据3P319 式 13-6 得：e F F r a NFP rr 67.536 ，满足要求。 r h CKN Ln PC 79 . 5 10 4800096060 67.536 10 60 3 10 6 3 10 6 1 轴上滚动轴承的选择轴上滚动轴承的选择 1、按承载较大的滚动轴承选择其型号，因支承跨距不大，故采用两端固定式轴承组合方式。 轴承类型选为圆锥滚子轴承，轴承的预期寿命取为,由前hLh480001030028 计算结果知：轴承所受的径向力，轴向力。NFr78.132NFa22.398 2、初选滚动轴承 30206（GB/297-1994） ，基本额定动载荷， 基本额定静载KNCr 2 . 43 荷KNCor 5 . 50 3、径向当量动载荷.，查1表 6-7GB/297-1994，得 。即3 78.132 22.398 r a F F 37. 0e 。查得 Y=1.6。所以动载荷e F F r a ， 根据3P319 式 13-6 得：NYFFP arr 26.69022.3986 . 178.1324 . 04 . 0 ，满足要求。 r h CKN Ln PC 348 . 5 10 4800032060 690 10 60 3 10 6 3 10 6 2 轴上滚动轴承的选择轴上滚动轴承的选择 1、按承载较大的滚动轴承选择其型号，因支承跨距不大，故采用两端固定式轴承组合方式。 轴承类型选为圆锥滚子轴承，轴承的预期寿命取为,hLh480001030028 2、初选滚动轴承 30207（GB/297-1994） ，基本额定动载荷， 基本额定静KNCr2 .54 载荷KNCor 5 . 63 3、寿命验算：查3表 13-6 取。则轴承的当量动载荷， 2 . 1 P f NFfP rP 3 . 173114422 . 1 合适。 73 6 3 3 6 10879 . 0 ) 3 . 1731 54200 ( 96.58160 10 )( 60 10 h r h Lh P C n L 滚动轴承的选择和验算滚动轴承的选择和验算 轴上滚动轴承的选择轴上滚动轴承的选择 1、按承载较大的滚动轴承选择其型号，因支承跨距不大，故采用两端固定式轴承组合方式。 轴承类型选为圆锥滚子轴承，轴承的预期寿命取为,由前计hLh38400830028 算结果知：轴承所受的径向力，轴向力。NFr465NFa155 2、初选滚动轴承 30205（GB/297-1994） ，基本额定动载荷， 基本额定静载KNCr2 .32 荷KNCor37 3、径向当量动载荷.，查1表 6-7GB/297-1994，得 。即33 . 0 465 155 r a F F 37. 0e 。所以动载荷， 根据3P319 式 13-6 得：e F F r a NFP rr 465 ，满足要求。 r h CKN Ln PC 79 . 5 10 3840096060 465 10 60 3 10 6 3 10 6 1 轴上滚动轴承的选择轴上滚动轴承的选择 1、按承载较大的滚动轴承选择其型号，因支承跨距不大，故采用两端固定式轴承组合方式。 轴承类型选为圆锥滚子轴承，轴承的预期寿命取为,由前计hLh38400830028 算结果知：轴承所受的径向力，轴向力。NFr78.132NFa22.398 2、初选滚动轴承 30206（GB/297-1994） ，基本额定动载荷， 基本额定静载KNCr 2 . 43 荷KNCor 5 . 50 3、径向当量动载荷.，查1表 6-7GB/297-1994，得 。即3 78.132 22.398 r a F F 37. 0e 。查得 Y=1.6。所以动载荷e F F r a ， 根据3P319 式 13-6 得：NYFFP arr 26.69022.3986 . 178.1324 . 04 . 0 ，满足要求。 r h CKN Ln PC 348 . 5 10 3840032060 690 10 60 3 10 6 3 10 6 2 轴上滚动轴承的选择轴上滚动轴承的选择 1、按承载较大的滚动轴承选择其型号，因支承跨距不大，故采用两端固定式轴承组合方式。 轴承类型选为圆锥滚子轴承，轴承的预期寿命取为,hLh38400830028 2、初选滚动轴承 30207（GB/297-1994） ，基本额定动载荷， 基本额定静KNCr2 .54 载荷KNCor 5 . 63 3、寿命验算：查3表 13-6 取。则轴承的当量动载荷， 2 . 1 P f NFfP rP 3 . 173114422 . 1 合适。 73 6 3 3 6 10708 . 0 ) 3 . 1731 54200 ( 88.72260 10 )( 60 10 h r h Lh P C n L 键的强度校核键的强度校核 轴联轴器的键联接校核轴联轴器的键联接校核 1、选择键联接的类型和尺寸 ，与联轴器联接处选用普通圆头平键（A 型） mmmmmmlhb2566 2、校核键联接的强度 键、轴材料都是钢，由3表 6-2 查得许用挤压应力为。 aP MP120 键的工作长度， ,键与联轴器键槽的接触高度，mmbLlc222